减速机课程设计书(优秀)资料

22书题目：带式输送班级：学号：者：指导老师：. 3. 各主要部件选择… 4. 选择电动机… 5. 配传动比… 5. 运动和运动参数的设计… 6. 联轴器的选择和设计… 7. 圆柱齿轮传动的设计… 16. 链传动的设计… 18. 轴轴承装置、键的设计… 34１轴（输入轴）其轴承装置、键的设计… 24２轴（中间轴）其轴承装置、键的设计… 29３轴（输出轴）其轴承装置、键的设计… 34.润滑与密封… 34.箱结构尺寸… 3612.设计结… 3713.参考文献… 37一.题目及总体分析 题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力

N，运输带速度

0.45m/s，运输机滚筒直径为D。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年 300个工作日，每天工作 小时，具有加工精度 7级（齿轮）。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置抵，减齿载荷分布不的。高速级一齿，速级可直齿。体布置下：ⅠⅠⅡⅢⅣ（1）图示542链传16轮传动，7为高速级齿轮传动，。辅助观察孔盖,油标油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳吊钩,销,启盖螺钉,轴承套密封圈等.。二各主要部件选择 目的目的源过程分析论电动机齿轮传动、直齿1YY2。1122；119η1=0.97。η=η1η2η3η4至工作主之间η= 0.920.9940.970.990.970.798P =FV

7103

W

1000P

P d

3.246号详细如下额号 满载时 堵堵最飞质功率 流

功数

量

cos额额额N n）

m24kwY112M-14408.77840.827.02.22.20.095434.5⑤安装及外型尺寸如下表：中心高中心高H外型尺寸L(1ACAD)HD底脚安装尺寸AB112140径K轴伸尺寸DH2键公称尺寸Fh84、确定传动装置的总的出动比和分配传动比1、1）计算鼓轮轴工作转速w

601000D

6010003.14400

17.675r/min2）总传动比i

n m

1440

81.47a n w2、分配传动比装置各级传动比

i2~取i 3比i为0ii0

81.473

27.157~比 i ~11.35i1.3527.157取i 1.35i1.3527.1571

6.05ii以i i21

6.05

4.45五、运动和动力参数计算令电机的轴为0轴，高速轴为1轴，中间轴为2轴，低速轴为3轴，鼓轮轴为4

i 、i 、i 、i 。1、各轴的转速分别为：

01

23 34n n 0 m

r/minn i

1

1440r/min01nn ni12

r/n i

53.49r/min23nn ni34

53.49 3

17.83r/入功率：p p0 d

kwp p 1 0 4

3.18kwp p 2 0 p p 3 2 p p 4 3

2 3 1

3.05kw2.93kwkwPT P0 n0P

14403.18

NmT 1 n1

NmT 2

2PnP2P

3.052.93

122.37NmT 3 n3P

2.67

NmT 9550 4 n4

955017.831430.09Nm、选择联轴器的类型和型号1、类型选择2

T 21.53Nmd0

28mm

K

K

1.521.5332.30NmA3

ca a4GB5014-8583Nmr/

20~28mm

i6.0511z2z2

6.0519115

i6.051（7（。③10-1小40C（调质硬280HB围5硬40HBS。z596取z2 2按面接触强式

2.323

ktd

u1u

ZE )[H]

。确定公式内各数值①试选载荷系数Kt1.3② 矩T21.09Nm21090NmT1

21.09Nm21090Nm③由表10-7选取齿轮系数d

1。④ZE198.8MPa1/2⑤Hlim1Hlim2⑥

600MPa550MPaN 60njL 601440110101 1 hN 3.3181010N 1 5.4821092 6.05 6.05KHN1⑧许用

0.84；KHN2

0.88为1]H1

K 1 HS

504MPa]H2

K 2 Hlim2S

484MPa计算①试圆直径，代入H中较值1.3103 1d 3

( )2

39.44mm1t②圆周速

1 dnv 1 39.44960

2.97m/s③bdd

601000139.4439.44mm④m

d Z1

39.442.08mm19h2.25m高

4.67mmb/h39.44/4.678.45⑤KKvm/sKV

1.11K K 1H FKA17、小相对支承非对称布置时，K 1.417hb

K 1.34由h H

F故

KKK KA V H H

11.1011.417

1.57331.573/1.331.573/1.3dd

3K/K3K/Kt⑦ｍdm 1z1

42.0272.2119、按齿根弯曲强度设计由式１０－５得弯曲强度的设计公式为22m 1

YFYSn 3 Zd 1

[F]确定公式内的计算数值①由图１０－２０ｃ查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2②由图１０－１８查得弯曲疲劳寿命系数KFN1

0.78

KFN

0.81③计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为１％，安全系数为S=1.4，由式１０－１２得F1

K FN1S

FE1

1.4

F2

K FN2S

FE

0.813801.4

④计算载荷系数KKKK KA V F F

11.1111.331.487⑤查取齿形系数由表１０－５查得Y Fa1

Y 2.168Fa2⑥查取应力校正系数由表１０－５查得Y Sa1

Y 1.802Sa2⑦ YFaYSa计算大小齿轮的

F

，并比较Y Y 2.851.54[ ] Fa1Sa1 0.01576[ ] F1Y Y 2.1681.802[ ] Fa2Sa2 0.01777[ ] F2321.573103321.57310311921.48d1

42.027mmZ1

d/m1

42.027/1.528

iZ2 2

3.928

Z 1702①dZm 852mm1 1d Z2 2

055mm②中心距a(dd)/2(42)/25mm1 2宽bdd 1

122mmB 2mm B2

7mm④及绘制零件图2i 4.45i 4.452 2①初小数Z1

19，大

iZ2 2

4.4519

z852按面强设计由设计计算公式１０－９ａ进行试算即d1t

ktd

u1(ZE )2Hu ]H1①试载荷系数K tTT N1 2d数 1d⑤由图按面硬查得

Z 189.8MPa1/2E小接触疲劳强极限Hlim1

600MPa大接触疲劳强极限Hlim2

550MPa⑥由式１０－１３计算应力循环次数N 60njL 601440110101 1 hNN

3.3181010 5.4821092 6.05 6.05⑦由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数KHN1⑧计算接触疲劳强度许用应力

0.84；KHN2

0.88取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得]H1

K HN1S

H

504MPa]H2

K HN2S

Hlim2

484MPa算①试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中的较小值d

1.3122.37

1 ( )2

1t②dn

1 v 1 72.05238.02

0.898m/s601000③计算齿宽ｂbdd

601000172.05772.057④计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ模数m

d Z1

72.0573.79mm19h2.25m高

2.253.798.53mmb/h72.057/8.538.45⑤计算载荷系数K根据计算载荷系数K根据v

m/sKV

1.11由表１０－３查得直齿轮：K K 1H FKA17、小齿轮相对支承非对称布置时，K 1.417hb

K 1.34由h H

F故载荷

KKK KA V H H

11.1011.417

1.57331.573/1.331.573/1.3dd

76.784mm3K/K3K/Kt计算模ｍdm 1z1

76.7844.0419、按齿根弯曲强设计3232KT1YFYSdZ21F]确定公式内的计算小齿轮的弯曲疲劳强极限FE1大齿轮的弯曲疲劳强极限FE2KFN1

0.78

KFN

0.81③计算弯曲疲劳许应力为F1

K FN1 S

1.4

F2

K FN2 FES

0.813801.4

④计算载荷KKKK KA V F F

11.1111.331.487⑤Y Fa1

Y 2.168Fa2⑥Y Sa1

Y 1.802Sa2⑦ YFaYSa

F

Y Y 2.851.54[ ] Fa1Sa1 0.01576[ ] F1Y Y 2.1681.802[ ] Fa2Sa2 0.01777[ ] F2321033210311922.67d1

76.784mmZ1Z

d/1iZ

/34.4526115.7

Z 1162 2 1 2d Zm31 1d Zm32 2②计算中心距a(dd)/2(78/2213mm1 2bdd 1

14278mm取B 78mm、B2

82mm④结构设计及绘制齿轮的零件图八、链传动的设计初取链传动的传动比i=3，电动机的额定功率P=4KW，主动链轮的轮速nn 53.49r/1 31、选择链轮的齿数取小链轮的齿数z19，大链轮的齿数为

i

31957。1 2 12、确定计算功率由表9-6查得kA

1.09-13查得k2

1.36，单排链，则计算功率为P

KKP1.01.36

5.44kWca A Z3、选择链条型号和节距P

5.44kWn1

53.49r/min，可选A19－1p。1、计算链节数和中心距初选中心距a ~50p~50~1095mm。0取a 1500mm。相应的链长节数为0a zz zz pL 2 0 1 2( 2 1)2p0 p

2 a01500 1957 5719 38.12

(38.1 2

)21500

116.89L 116。p7

f 0.246611afp[2L (zz)]0.2466138.1[211657)]mm1466mm1 p 1 22v确定润滑方式nzpv 11

19

m/s0.645m/s1000 由v5m/s号4A1图4。3Fp有效圆周力Fe

P 4 Nv 轮水平布置时压轴力K 1.15压轴力为FpF K Fp Fp

1.15

7131.8N4轮主要尺寸p

38.1小轮：分度圆直径

sin(1800) sin(1800)

mm231.47mmz1d d

19p(11.6/z)d齿顶圆直径1a1[231.4738.1(11.6/19)22.23]mm244.1mmd磙子外径）1齿根圆直径df小

dd1

(231.47mm209.2mm齿高h

p

)0.5(38.122.23)mm7.9mma1h p0.5dp/za1 138.1/19)确定轴凸缘直径d pcotg

1800z

1.04h2

0.76(38.1cot180019

1.0436.200.76)mm189.9mmh2p

38.1

sin(1800) sin(1800)

mm691.6mmz1d d

57p(11.6/d

a1[619.638.1(11.6/57)22.23]mm634.44mmd d1.25pda11.25df

dd1

(619.6mm597.37h

p

)0.5(38.122.23)mm7.935mma1h p0.5dp/za1 238.1/57)mm1800d pg

1.04hz 22

0.76(38.1cot180057

1.0436.200.76)mm652.16mm、、承设计一、1设计11pn和转矩T1 1 1由上面的计算得p=3.18KW1n =1440r/min1T=21.09Nm12求出作用在齿轮上的力d1

42mm则T2TF 1t d1

21031004.3N42FFtan1004.3tan200365.5Nr t其中F为圆周力，F为径相力t r3、初步确定轴的最小直径选轴的材料为４５钢，调质处理。根据表１５－３，取A

1123P/n1 13P/n1 1min

33.18/1440

d .d12 12.

T,14-1,K=1.3,;A1 AT K

1.321.09103

27417Nmmca A1TL4联d1

20mmd1－2

L2毂L=44m1４．结构１）拟定上零件配方案（见前图）２）根据向定位要求确定各段和长度（１）满足半向定位要求１－２段右端制一肩肩高度h

3段d2－3

。半配合毂长度Ll1L略短一点现

142mm1 12要求根据d2－3

6205尺dDB

Cr

荷C 8Ndr

D a

d3－4

d89

25mm,与度l l 15mm肩高度hd，89 34hd45

31mm段6-7d67

27mm右端定位。毂度,面靠地压紧段略短于毂度l67

45mm端肩定位肩高度hdh，环

56

33mm。环度b1.4hl56

7mm。盖总（由减速及端盖结构而定端要求端外端面半右端面距离l

l23

50mm。a1

118mma2

15mmsl as

11887119mm45 1 56l78

a s(472

158225mm、上零件周向

d67

27mm表6-1 查得平键截面bhm7m为时为保证与有良好对中性故选择毂与H7；n6同样由d1－2

与半联器连接选择用平键，半联器与H7与周向是过配k6合来保证处选尺寸公为。表2倒角为0505、 求上载荷6205型深沟球作为简支梁支跨距ll l l 425015107mm1 12 23 34l l l 47/21197149.5mm2 45 67l l 47/2225246.5mm3 78l l2

556mm CCM 、M M值列于表：载荷水平载荷水平面垂直面支反力FNH1FNH2238.3N766NF NNV1FNV2278.8NMM8NmmMHV7NmmMM2HM2V 35625.8212961.7237899.3NmmTT0Nmm16、按弯扭合成应力校核轴的强度15-5及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转车应力为脉动应力，取，轴的计算应力M2(T)M2(T)2C 12W

0.1

MPa

20.3MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表１５－１查得[1]60MPa，ca，故安全7、校核轴承和计算寿命（１）校核轴承A和计算寿命F2 F2 F21 1Ar

86.72238.32

253.6N由F /

0e，在表１３－５取X＝1，Y=0（其中F =0）Aa

f p

Aa则A轴承的当量动载荷P f(XF )253.60)304.3NC

，校核安全。A p Ar Aa r106 C

106

14000

( r

( )3h106h60n P 1 A

12000~20000L

，故安全。h Ah（２）校核轴承B和计算寿命F2 F2 F22 2Br

278.827662

N

f

1.2815.2

978.2N

，校核安全。B p Br r106 C

106

14000

( r

(

34000h60n P 1 B

12000~20000L

，故安全。8

h Bh键连接－联轴器：选单普通平键（C）bh

L32mmAbhm7

L32mm p

1031

221.091037

MPa20.6MPakld

3220p2p

] p

0ap

]:

2T2T

103

221.091037

MPa12.55MPakld

3230p2p

]0~0a ppp

]、2的设计1、求出2pn和转矩T2 3 3上面的计算p=3.05KW2n =238.02r/min2T=122.37Nm22、已知高速级大分度圆直径为d2

255mm则2TF 2t2 d2

2122.37103255

960NF Fr2 n0n0

350NF，F力t2 r2

d 78mm1则2TF 2d2

2122.3710378

3137.7NF Fr1 n7n0

1142NF，F力r13、初步确定轴最小直径选轴材料为４５钢，调质处理。根据表１５－３，取A

1123P/n1 13P/n1 1min

3/

55.1mm４．轴结构设计）9段轴要装轴承，取d12

d89

60mm（2初步选择滚动轴承因轴承只受径向，并参照工d12

d89

，初选型号6212轴承，其尺寸为dDB6011022，基本额定动载荷Cr

36.8KN

基本额定静载荷Cr

27.8KN

1-27-8宽度相同故取l

22mm 。12 89（34d34

70mm；因为低速级小分度圆d，d

8所以该轴段要做成轴；已知毂，所以l34

82mm，顶圆da

84mm，根圆da

。所以d

d23 45

65mm。4、取安装大齿轮处的轴段的直径d67

70mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，所以d78

60mm。已知齿轮轮毂的宽度为42mm,为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67

40mm；齿轮的左端采取轴肩定位，轴肩高度h

h

，则轴环处的直径

d56

。轴环宽度b1.4h。l56

10mm。5则大、小齿轮距箱体左内壁的距离aL3

s42/246.582117.5mm，L1S3取ml23l78

a825.5mma(4240)s17.52827.5mml Ll l 42/2l 78211045 2 23 34 56至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。415-2，取轴端的倒角为2450，各轴肩出的圆角半径见图6、 求轴上的载荷6205型深沟球轴承作为简支梁的轴的支承跨距：ll 82/225.54166.5mm1 23l 82/2l l 42/2411110212 45 56l l 42/2227.521246.5mm3 78ll l 66.58346.5196mm1 2 3和扭矩图。如下：CCM 、M M值列于下表：载荷水平载荷水平面垂直面支反力F NNH1F 870NNV1F NNH2FNV2622NMM NmmH1M NmmH2M NmmV1M NmmV2M 1M 2M2HM2HM2VM2121711.52561152NmmV154022329952NmmTTNmm16、按合成应力校核强度对15-5上表数据，单向旋转，扭M2(T)M2(T)2C 122W

0.1783

MPa

4.46MPa45，ca9承和寿命（３）A和寿命F2 F2 F21 1Ar

870218872

2077.9NF /

0e＝0中F =0）Aa Arf p

AaA承当量载荷P f(XF )1.2(1NC

KN校核。A p Ar Aa r106 C

106

62800该承寿命该

( r

( )3h106h60n P 1 A预期

12000~20000L

。h Ah（４）B和寿命F2 F2 F22 2Br

62222

N当量

f

1.2686.6

823.9N

36.8KN校核。B p Br r106 C

106

36800该承寿命该

( r

(

106h60n P 1 B预期

12000~20000L

。10、 用键并进行校

h Bh大齿轮与：普通平键（A型）bh

L32mm大齿轮:

2T2T

103

2122.3710312

MPa18.2MPakld

32702p]0~0ap3的设计

p]13pn和转矩T3 3 3由上面的计算p=2.93KW3n =53.49r/min3T=523.12Nm32求出作用在齿轮上的力1、已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2

348mm则2TF 3t2 d2

2103N348F Fr2 ttantan200NFFt2 r2P

d 231.4714有效圆周力为：Fe

v 链轮水平布置时的压轴力系数K 1.15则压轴力：FpF K

1.156201.6

7131.8Np Fp e3、初步确定轴的最小直径A

1123P/n1 13P/n1 1min

2.93/

42.5mmd 89，89则d89

d 3%)3%)mm43.78mmmin

d89

44mm28h7~)d89

~

h则d78

(4424)mm

承端盖总宽减速器及承端盖而承端盖拆及便对承添加润滑脂端盖外端面与链轮左端面间距离

l78

mm。27h1~2mh5d =d12 67

(5221.5)mm55mm，择深沟球滚动承1dDB5m0m

基本额动载荷C 33.5KN

基本额静载荷

25.0KN

则l

21mm。r r 12 673d23

5m34于安hd34

55mm齿轮轮宽,了端面可齿轮轮宽l34

74mm 则齿轮左端面距距离aL1

8/25985L21sm则l23

sa

74)819.54mm31.5mm5h7~)0m9~)hd45

82mm环宽b1.4hl45

10mm。

LL

78/2

83391080.5mm，56 2 3 45d56

67mm8-9装链轮，链轮孔hdk

/60.01d9.5mm44/60.01231.479.519.14mml4h419.17mm76.55mm则取l89

77mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。、轴上零件的周向定位

d34

65mm、l34

74mm，由表6-1 查得平键截面bh，键槽用键槽刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴有良好对中性，故选择齿轮轮毂与轴H7；滚动轴承与轴的周向定位是过度配合来保证的，此处选n6轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸15-2，取轴端的倒角为2450，各轴肩出的圆角半径见图5、求轴上的载荷型深沟球轴承作为简支梁的轴的支承跨距：ll 78/2431.539466.5mm1 23l 78/2l l 391080.5129.5mm2 45 56l l l 21503 67 78ll

556mm 1 2CCM 、M M值列于表：载荷水平载荷水平面垂直面支反力F NNH1F 723NNV1F NNH2FNV2NMM 6NmmHM 5NmmVM M21 HM2V62524NmmTT0Nmm16、按弯扭合成应力校核轴的强度15-5及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转车应力为脉动应力，取，轴的计算应力M2(T)M2(T)2C 122W

0.1

MPa

12.5MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表１５－１查得[1]60MPa，ca，故安全11、 校核轴承和计算寿命（５）校核轴承A和计算寿命F2 F2 F21 1Ar

72321986.42

2113.9N由F /

0e，在表１３－５取X＝1，Y=0（其中F =0）Aa

f p

Aa则A轴承的当量动载荷P f(XF )1.2(1NC

，校核安全。A p Ar Aa r106 C

106

33500

( r

( )3h105h60n P 1 A

12000~20000L

，故安全。h Ah（６）校核轴承B和计算寿命F2 F2 F22 2Br

210202

1085.4N

f

1.21085.4

1302.5N

3